Bài thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

THÔNG SỐ KĨ THUẬT THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG.. Tính toán lại khoảng cách trục a: - Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz, ta chọn sơ bộ bằng 1.. Tính các momen tương đương tại các tiết

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

BÀI TẬP LỚN

CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện: TỐNG CÔNG DANH – MSSV: G1000403

ĐỀ TÀI

Phương án số: 11

Hệ thống dẫn động xích tải gồm:

1 – Động cơ điện; 2 – Bộ truyền đai thang; 3 – Hộp giảm tốc bánh răng trụ;

4 – Nối trục đàn hồi; 5 – Bộ phận công tác – Xích tải

Thời gian phục vụ, L (năm): 4

Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

Chế độ tải: T1 = T ; t1 = 45s ; T2 = 0,8T ; t2 = 44s

Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu  5%

PHẦN 1: Chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền

I TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1 Hiệu suất truyền động:

  : Hiệu suất của một cặp ổ lăn

 Vậy, hiệu suất truyền động là:  0,87

2 Công suất tính toán:

 Trường hợp tải trọng thay đổi thì: Pt = Ptđ (Công suất tương đương)

 “Công suất tương đương” được xác định bởi công thức:

 Vậy, công suất tính toán là: Pt = 20,63 kW

3 Công suất cần thiết trên trục động cơ:

 Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định bởi:

20,63

23,710,87

 Vậy, công suất cần thiết trên trục động cơ là: Pct = 23,71 kW

4 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định bởi:

Tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động: u u u t  ñ br   3 3 9

Trong đó tra bảng 2.4 [1], ta chọn:

uđ = 3 và ubr = 3

 Vậy, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện là: nsb = 1450,8 vòng/phút

dn

T

T

K dn

T

T

II PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1 Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động:

1470 9,12161,2

ñc t

lv

n u

t ñ

br

u u

1 Tính toán công suất trên các trục:

20,63 20,840,99

lv II

kn

P P



20,84 21,930,96 0,99

II I

br ol

P P

 

21,93 23,320,95 0,99

I dc

d ol

P P

ñc I

I II

br

n n

u

 Vậy:

- Số vòng quay trục I là: nI = 500 vòng/phút

- Số vòng quay trục II là: nII = 161,3 vòng/phút

Sai số vòng quay của trục công tác so với yêu cầu là 0,062%

3 Tính toán moment xoắn trên các trục:

 Moment xoắn trên trục động cơ:

9,55.10 9,55.10 23,32 151500,7

1470

ñc ñc

ñc

P T

I

P T

II

P T

Moment xoắn (Nmm) 151500,7 418863 1233862,4

Số vòng quay (vòng/phút) 1470 500 161,3

PHẦN 2: Thiết kế bộ truyền đai thang

I THÔNG SỐ KĨ THUẬT THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

1 Công suất bộ truyền: P1 = 23,32 kW

d 

Sai lệch so với giá trị chọn trước 1,36% < 4%

5 Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:

7 Số vòng chạy của đai trong một giây:

19,24 6,1083,15

v

i

L

   s-1 ; vì [i] = 10s-1, do đó điều kiện được thỏa

8 Tính toán lại khoảng cách trục a:

- Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz, ta chọn sơ bộ bằng 1

- Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng (làm việc hai ca) : Cr = 0,8

- Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:

P C C C C C C

Ta chọn z = 4 đai (thỏa điều kiện z6)

13 Lực căng đai ban đầu:

1000 1000 23,32 1212,1

19,24

t

P F

PHẦN 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ

1 Thời gian làm việc tính theo giờ:

2 Chọn vật liệu cho hai bánh nhỏ và bánh lớn (theo bảng 6.1 [1])

a Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285 có

Suy ra NHE1 > NHo1 do đó KHL1 = 1

Nhƣ vậy theo (6.1a) [1], sơ bộ xác định đƣợc:

Vì NFE2 = 1,18.108 > NFO = 4.106 do đó KFL2 = 1, tương tự KFL1 = 1

Do đó theo (6.2a) [1] với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1, ta được:

a z

suy ra:  10,263 10 15'47''o  o

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo (6.33) [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

tan cos tan cos 20,299 tan 10,263

arctan cos 20,299 tan 10,263 9,638

o b

1,741sin2 b sin 2 20,299

b m

m

a d

Theo (6.42) [1], H H o g v a u w /  0,002 82 3,18 250 / 3,1 4,698   

trong đó theo bảng 6.15 [1], H 0,002, theo bảng 6.16 [1], go = 82 Do

đó, theo (6.41) [1]:

1 1

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1) [1] với v = 3,19 m/s < 5 m/s, Zv = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt

Nhƣ vậy: H   H, do đó khoảng cách trục aw = 250mm thỏa

7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo (6.43) [1]:

T K K 

z z

v

z z

1

74,7 3,6 70,963,79

F F F

F

Y Y



     MPa < F2= 232,81 MPa

8 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo (6.48) [1] với Kqt = Tmax/T = 1

     MPa < F2 max  360MPa

9 Theo các công thức trong bảng 6.11 [1], tính được:

- Đường kính vòng chia: d1 = 121,95mm ; d2 = 378,05mm

- Đường kính đỉnh răng: da1 = 129,95mm ; da2 = 386,05mm

- Đường kính đáy răng: df1 = 111,95mm; df2 = 368,05mm

10 Bảng thông số và kích thước bộ truyền:

Thông số Kí hiệu và giá trị

Khoảng cách trục aw = 250mm Môđun pháp m = 4mm Chiều rộng vành răng b w = 75mm

Tỉ số truyền um = 3,1 Góc nghiêng của răng   10 15'47''o

Số răng bánh răng z 1 = 30; z 2 = 93

Hệ số dịch chỉnh x1 = 0; x2 = 0 Đường kính vòng chia

d 1 = 121,95mm;

d2 = 378,05mm Đường kính đỉnh răng

d a1 = 129,95mm;

d a2 = 386,05mm Đường kính đáy răng

d f1 = 111,95mm;

d f2 = 368,05mm

PHẦN 4: Thiết kế 2 trục trong hộp giảm tốc

 Thông số tính toán, lấy ở phần I:

Thông số/Trục Động cơ Trục I Trục II Công suất (kW) 23,32 21,93 20,84

2 0

2 2 1233862,4 12338,6

200

tk

T F

Fr ngược chiều với lực vòng Ft trên bánh răng

3 Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thường hóa hoặc tôi cải thiện Các thông số: Giới hạn bền: b 700MPa

T d

Trong đó l1 = b1 = 75mm (kết quả tính bộ truyền bánh răng)

x = 10 – khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc

Với T1 = 418863 Nmm, tra bảng 10.2 [2] với w45 85 mm khi

9 Biểu đồ momen uốn, xoắn

 Biểu đồ momen uốn Mx:

 Biểu đồ momen uốn My:

 Biểu đồ momen xoắn:

10 Tính các momen tương đương tại các tiết diện A, B, C và D

Suy ra, tiết diện nguy hiểm là tại B

11 Xác định đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:

3

0,1 650,1

B td B

M d

13 Kiểm tra tại tiết diện lắp ổ lăn:

Momen tương đương tại tiết diện lắp ổ lăn:

C td C

M d





Đường kính trục lắp ổ lăn tại A chọn giống như tại tiết diện tại C

Như vậy, đường kính trục ta vừa chọn để lắp ổ lăn đã thỏa điều kiện

14 Kiểm tra tại tiết diện lắp bánh đai:

D td D

M d





Như vậy, đường kính trục ta vừa chọn để lắp bánh đai đã thỏa điều kiện

15 Thiết kế then lắp trên trục:

Khi thiết kế thường dựa vào đường kính trục để chọn kích thước và tiết diện then:

 Dựa vào đường kính trục ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng (dựa vào bảng 9.1a [1])

Đường kính trục: d = 50mm

Kích thước tiết diện then: b = 14mm; h = 9mm

Chiều sâu rãnh then: trên trục t1 = 5,5mm; trên lỗ t2 = 3,8mm

Bán kính góc lượn rãnh then r: nhỏ nhất 0,25mm; lớn nhất 0,4mm

 Dựa vào đường kính trục ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh đai (dựa vào bảng 9.1a [1])

Đường kính trục: d = 40mm

Kích thước tiết diện then: b = 12mm; h = 8mm

Chiều sâu rãnh then: trên trục t1 = 5mm; trên lỗ t2 = 3,3mm

T d

Chọn theo tiêu chuẩn: d2 = 60mm

18 Khoảng cách giữa các ổ trên bánh răng:

l l  x w

Trong đó l2 = bw = 75mm (kết quả tính bộ truyền bánh răng)

x = 10 – khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc

w: tra bảng 10.2 [2] với T2 = 1233862,4 Nmm = 1233,8624 Nm Chọn w = 105mm

20 Dời các lực về dầm sức bền, ta được như hình bên dưới:

21 Giá trị các lực tác dụng lên trục II:

Fr2 = 2540,9 N

Fa2 = 1243,8 N

Ft2 = 6869,4 N

Fr3 = 3084,7 N

24 Biểu đồ momen My:

25 Biểu đồ momen xoắn T:

26 Tính các momen tương đương tại các tiết diện A, B, C và D

 Tại tiết diện A:

C td C

M d

Theo tiêu chuẩn ta nên chọn dC = 65mm

28 Phác thảo sơ đồ trục II:

29 Kiểm tra tại tiết diện lắp ổ lăn:

Momen tương đương tại tiết diện lắp ổ lăn:

B td B

M d





Đường kính trục lắp ổ lăn tại D chọn giống tiết diện tại B

Như vậy, đường kính trục ta vừa chọn để lắp ổ lăn đã thỏa điều kiện

30 Kiểm tra tại tiết diện lắp khớp nối đàn hồi:

Momen tương đương tại tiết diện lắp khớp nối:

A td A

M d





Như vậy, đường kính trục ta vừa chọn để lắp khớp nối đã thỏa điều kiện

31 Thiết kế then lắp trên trục:

Khi thiết kế thường dựa vào đường kính trục để chọn kích thước và tiết diện then:

 Dựa vào đường kính trục ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng (dựa vào bảng 9.1a [1])

Đường kính trục: d = 65mm

Kích thước tiết diện then: b = 18mm; h = 11mm

Chiều sâu rãnh then: trên trục t1 = 7mm; trên lỗ t2 = 4,4mm

Bán kính góc lượn rãnh then r: nhỏ nhất 0,25mm; lớn nhất 0,4mm

 Dựa vào đường kính trục ta chọn then bằng tại vị trí lắp khớp nối (dựa vào bảng 9.1a [1])

Đường kính trục: d = 55mm

Kích thước tiết diện then: b = 16mm; h = 10mm

Chiều sâu rãnh then: trên trục t1 = 6mm; trên lỗ t2 = 4,3mm

Bán kính góc lượn rãnh then r: nhỏ nhất 0,25mm; lớn nhất 0,4mm

TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi, nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

j j j

Trong đó:

[s] – hệ số an toàn cho phép ta chọn [s] = 2,5…3 (khi cần tăng độ cứng, do đó

có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)

bt d t d

W

d

  (10) (chọn tiết diện trục có 1 then)

Hệ số  và  – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến

độ bền mỏi Tra theo bảng 10.7 [1] có  0,1,  0,05 (b thuộc

700 1000 MPa)

dj

K và Kdj được xác định theo công thức:

Ký hiệu tiết diện trên trục I như sau:

Ký hiệu tiết diện trên trục II như sau:

Từ công thức (7)(9)(10) ta có Bảng 1:

Tiết

diện

Đường kính trục d(mm)

Từ công thức (4)(5)(6)(8) ta có Bảng 2:

Tiết diện aj mj aj mj

1-2 32,03 0 9,1 9,1 1-3 15,58 0 11,7 11,7

2-1 0 0 20,2 20,2 2-2 20,37 0 14,5 14,5 2-3 25,76 0 12,2 12,2

Tiết

diện

Đường kính trục d(mm)

Tỉ số K / Tỉ số K /

dj

K Kdj

Rãnh then

Lắp căng

Rãnh then

Lắp căng 1-1 45 - 2,25 - 1,75 2,31 1,81

1-4 39 0 0 18 18 2,31 2,26 - 3,65 3,65 2-1 53 0 0 20,2 20,2 2,81 2,36 - 3,12 3,12 2-2 54 20,37 0 14,5 14,5 2,81 2,21 4,57 4,63 3,25 2-3 60 25,76 0 12,2 12,2 2,81 2,31 3,61 5,27 3,1

+ Các trục được gia công trên máy tiện tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

Ra = 2,5…0,63 m , do đó theo bảng 10.8 [1], hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx = 1,06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do

đó hệ số tăng bền Ky = 1

+ Theo bảng 10.11 [1], ứng với kiểu lắp đã chọn, b= 600MPa và đường kính của tiết diện nguy hiểm ta tra được các tỉ số K / và K / do lắp căng tại tiết diện này Trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong 2 giá trị K / để tính

d

K và giá trị lớn hơn trong 2 giá trị K / để tính Kd

Các hệ số an toàn tính được thỏa điều kiện s   s với [s] = 3 ([s] = 2,4…3) Như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục

PHẦN 5: Thiết kế 2 cặp ổ lăn trong hộp giảm tốc

1 Các thông số tính toán cho trước:

Trục I (ổ lăn tại A và C)

- Quay một chiều, làm việc 2 ca, một năm làm việc 300 ngày, một ngày làm việc 8 giờ, nhiệt độ làm việc của ổ là dưới 100o

C, vòng trong quay, làm việc 4 năm

- Thời gian làm việc của ổ:

C Q L   kN < [C] = 60,4 kN

Trong đó: m = 3 (ổ bi)

Do đó ta chọn ổ đỡ cỡ nặng 409 là hợp lý Và ta chọn 2 ổ đỡ tại A và C là giống nhau

- Tính toán lại tuổi thọ của ổ lăn theo Cd = 60,4 kN

3

6,6256 60,4

m d

C Q L  L 

3

60,4 757,66,6256

Nếu chọn ổ 212 thì Cd = 41,5 > [C] = 41,1 kN

Trong đó: m = 3 (ổ bi)

Do đó ta chọn ổ đỡ cỡ trung 312 là hợp lý Và ta chọn 2 ổ đỡ tại B và D là giống nhau

- Tính toán lại tuổi thọ của ổ lăn theo Cd = 64,1 kN

3

7,4524 64,1

m d

mm

C, kN C o , kN

312 60 130 31 3,5 22,23 64,1 49,40

Nhƣ vậy:

Đối với trục I ta chọn cặp ổ lăn cỡ nặng 409

Đối với trục II ta chọn cặp ổ lăn cỡ trung 312

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] Tính toán thiết kế Hệ dẫn động cơ khí – Tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển – Nhà xuất bản giáo dục

[2] Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc – Nhà xuất bản Đại học Quốc Gia TP.Hồ Chí Minh

[3] Tính toán thiết kế Hệ dẫn động cơ khí – Tập 2 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển – Nhà xuất bản giáo dục